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对多体系统仿真的内燃机曲柄连杆机构动力学分析
摘要：为解决如何真实模拟内燃机振动噪声激励载荷的关键技术问题，本文基于多体系统动力学方法，实现了对某型号柴油机曲柄连杆机构的动力学仿真分析，得到了相关载荷参数，为后续内燃机整机噪声分析和预测，提供更为准确的边界条件。
关键词：多体系统；仿真；曲柄连杆机构；内燃机
中图分类号： 文献标识码： 文章编号：
引言
随着车辆保有量的日益增长，车辆噪声已成为城市噪声的最主要来源。内燃机的辐射噪声，是车辆噪声的最大贡献者，所以积极开展针对内燃机噪声的分析和控制方面的研究工作具有重要的现实意义。进行准确可靠地激励源分析研究，是开展内燃机振动噪声研究工作的基础。然而，传统的质点力系分析方法，无法计及具体结构的弹性特征，无法满足当代对激励力精确分析的要求，本文将以某型号柴油机为例，研究基于多体系统动力学理论进行内燃机内部振动噪声激励源特性分析的方法和途径。
1 三维CAD实体模型的建立
内燃机曲柄连杆机构包括活塞组、连杆组和曲轴飞轮组三大部分。其中，活塞组的主要构件包括活塞体、气环、油环、活塞销、卡簧等，连杆组的主要构件包括连杆体、连杆大头、滑动轴承、小头衬套等，曲轴飞轮组的主要构件包括曲轴和飞轮等。
进行内燃机曲柄连杆机构多体系统仿真分析，首先需要利用CAD工具软件建立各构件的三维实体模型，然后根据各构件之间的相互关系进行装配，从而得到整个机构的实体模型。
此时所建立的各构件均为刚体模型，利用这些模型可精确计算得到建立曲柄连杆机构运动学所需要的零件质量、质心位置及转动惯量等参数。
本文利用ProE软件所建立的某型号柴油机曲柄连杆机构各构件的实体模型以及装配体模型，如图1所示。
图1 某型柴油机曲柄连杆机构CAD模型
2 多体系统动力学模型的建立
将上述所建立的多体系统模型导入机械系统仿真软件ADAMS中，得到曲柄连杆机构动力学仿真分析模型。此时的多体系统动力学分析模型中的全部构件均为刚体，所以所得到是一个多刚体系统模型。
2.1 关键零部件柔性化处理
由于实际的金属结构构件都是弹性体，为了计及关键零部件的弹性特性对内燃机内部的激励载荷的影响，需要对曲轴、飞轮等主要零件进行柔性化处理。
经柔性化处理后，构件各部分之间将用相对描述法来表示的，其变形运动可近似地通过离散的有限个自由度位移来表示，并且在弹性小变形的范围内，该位移可用模态向量及模态坐标的线性组合来描述，因此可以采用有限元法对零件进行离散化并进行模态综合分析，将其结果用于柔性体建模。
在有限元软件中，对所建立的柔性体模型进行模态综合分析，得到一个包含零件材料、节点、单元和模态信息的MNF模态中性文件。
本文运用ANSYS软件，所建立的上述柴油机的曲轴有限元模型，如图2所示。该柔性体模型中，单元类型为十节点四面体单元SOLID92，模型单元数为85868，节点数为133934。
图2 某型柴油机曲轴的柔性化模型
将通过有限元软件柔性化处理过的构件（MNF模态中性文件）导入ADAMS刚体模型中，并替代元刚体模型中的对应刚体模型，则得到包含柔体的多体系统动力学仿真分析模型。
2.2 边界条件处理
曲柄连杆机构多体系统仿真模型中，包含两类边界条件：一类是限制个构件间相对运动关系的运动约束边界条件，另一类是内燃机工况边界条件。
2.2.1 运动约束边界条件
运动约束边界条件，是指对各构件的运动自由度进行限制，使之实现与真实机构完全相同的运动规律而施加的一类约束。主要包括限制活塞只可以沿着缸筒直线运动的圆柱副、限制曲轴只可以发生绕其轴线转动的转动副、连杆大头只可以发生绕曲柄销转动的转动副等。
2.2.2 内燃机工况边界条件
内燃机工况边界条件，是指模拟内燃机实际工作状况的气体压力载荷和曲轴运动转速两种边界条件。
例如，前述柴油机在标定工况下其标定工况下的转速为2100/min，缸内气体压力示功图如图3所示。
图3 某型柴油机标定工况示功图
在具体施加缸内气体压力边界条件时，应根据多缸内燃机的发火顺序调整各活塞表面的气体压力相位。
本文前述的某型柴油机，其发火顺序为1-5-3-6-2-4，所以在施加气体压力边界条件时应按此顺序相间120º相位角分别施加。
惯性力载荷（包括往复运动惯性力和旋转运动惯性力两类）边界条件，无需专门施加。它们将由所施加的曲轴转动角速度，以及CAD软件计算得到的各构件质量分布情况，以体积力的形式自动施加给相应构件。
3 动力学仿真及部分仿真分析结果
在机械系统仿真软件ADAMS中，通过运动和气体压力驱动，完成曲柄连杆机构动力学仿真分析。
本文以前述柴油机为例，进行内燃机曲柄连杆机构动力学仿真分析，部分仿真结果如下文所述。
3.1 运动学仿真结果
前述柴油机在标定工况下，活塞的运动学仿真结果如图4所示。
图4 某型柴油机标定工况活塞运动学仿真结果
活塞对缸壁的侧击力仿真结果如图5所示。
图5 某型柴油机标定工况活塞侧击力仿真结果
内燃机的主轴承，承受来自曲柄连杆机构传递来的气压力和往复运动惯性力载荷，以及曲柄不平衡运转惯性力载荷，并传递给相应轴承座，沿此路线所传递的载荷是激发内燃机结构振动的最主要内部激励力之一。但是，传统的轴承载荷分析方法，由于无法计及曲轴等零部件弹性特性的影响，其分析结果误差较大，本文采用包含柔体的多体系统动力学的方法可得到较为准确的分析结果。
图6 某型柴油机标定工况第1主轴承载荷仿真结果
图7 某型柴油机标定工况第2主轴承载荷仿真结果
对于一台内燃机而言，在所有主轴承中，前后端头的两个轴承由于主要承受一个气缸的冲击激励，载荷幅值相对较小。图6所示为前述柴油机在标定工况下第一主轴承所受x、y两向载荷的图示，图7为第二主轴承所受x、y两向载荷的图示（本文中，x向指平行于地面，垂直于曲轴回转中心线，并以面向自由端时向右为正的方向；y向为垂直于地面，向上为正的方向）。
3 方法总结
通过前述以某型号柴油机为例所进行的曲柄连杆机构多体系统动力学分析，可总结得到针对该类问题进行分析研究的一套方法流程，如图8所示。
图8 多体系统动力学仿真分析流程图
按照图8所示的工作流程，可进行包括内燃机曲柄连杆机构、配机构等在内的由多个构件所组成的机械机构的动力学特性分析。
4 结束语
结合工程实例，本文介绍了基于多体系统仿真的内燃机曲柄连杆机构动力学分析方法，总结得到了一套针对该类问题的仿真分流程，对于需要计及构件弹性
关键词：多体系统；仿真；曲柄连杆机构；内燃机
中图分类号： 文献标识码： 文章编号：
引言
随着车辆保有量的日益增长，车辆噪声已成为城市噪声的最主要来源。内燃机的辐射噪声，是车辆噪声的最大贡献者，所以积极开展针对内燃机噪声的分析和控制方面的研究工作具有重要的现实意义。进行准确可靠地激励源分析研究，是开展内燃机振动噪声研究工作的基础。然而，传统的质点力系分析方法，无法计及具体结构的弹性特征，无法满足当代对激励力精确分析的要求，本文将以某型号柴油机为例，研究基于多体系统动力学理论进行内燃机内部振动噪声激励源特性分析的方法和途径。
1 三维CAD实体模型的建立
内燃机曲柄连杆机构包括活塞组、连杆组和曲轴飞轮组三大部分。其中，活塞组的主要构件包括活塞体、气环、油环、活塞销、卡簧等，连杆组的主要构件包括连杆体、连杆大头、滑动轴承、小头衬套等，曲轴飞轮组的主要构件包括曲轴和飞轮等。
进行内燃机曲柄连杆机构多体系统仿真分析，首先需要利用CAD工具软件建立各构件的三维实体模型，然后根据各构件之间的相互关系进行装配，从而得到整个机构的实体模型。
此时所建立的各构件均为刚体模型，利用这些模型可精确计算得到建立曲柄连杆机构运动学所需要的零件质量、质心位置及转动惯量等参数。
本文利用ProE软件所建立的某型号柴油机曲柄连杆机构各构件的实体模型以及装配体模型，如图1所示。
图1 某型柴油机曲柄连杆机构CAD模型
2 多体系统动力学模型的建立
将上述所建立的多体系统模型导入机械系统仿真软件ADAMS中，得到曲柄连杆机构动力学仿真分析模型。此时的多体系统动力学分析模型中的全部构件均为刚体，所以所得到是一个多刚体系统模型。
2.1 关键零部件柔性化处理
由于实际的金属结构构件都是弹性体，为了计及关键零部件的弹性特性对内燃机内部的激励载荷的影响，需要对曲轴、飞轮等主要零件进行柔性化处理。
经柔性化处理后，构件各部分之间将用相对描述法来表示的，其变形运动可近似地通过离散的有限个自由度位移来表示，并且在弹性小变形的范围内，该位移可用模态向量及模态坐标的线性组合来描述，因此可以采用有限元法对零件进行离散化并进行模态综合分析，将其结果用于柔性体建模。
在有限元软件中，对所建立的柔性体模型进行模态综合分析，得到一个包含零件材料、节点、单元和模态信息的MNF模态中性文件。
本文运用ANSYS软件，所建立的上述柴油机的曲轴有限元模型，如图2所示。该柔性体模型中，单元类型为十节点四面体单元SOLID92，模型单元数为85868，节点数为133934。
图2 某型柴油机曲轴的柔性化模型
将通过有限元软件柔性化处理过的构件（MNF模态中性文件）导入ADAMS刚体模型中，并替代元刚体模型中的对应刚体模型，则得到包含柔体的多体系统动力学仿真分析模型。
2.2 边界条件处理
曲柄连杆机构多体系统仿真模型中，包含两类边界条件：一类是限制个构件间相对运动关系的运动约束边界条件，另一类是内燃机工况边界条件。
2.2.1 运动约束边界条件
运动约束边界条件，是指对各构件的运动自由度进行限制，使之实现与真实机构完全相同的运动规律而施加的一类约束。主要包括限制活塞只可以沿着缸筒直线运动的圆柱副、限制曲轴只可以发生绕其轴线转动的转动副、连杆大头只可以发生绕曲柄销转动的转动副等。
2.2.2 内燃机工况边界条件
内燃机工况边界条件，是指模拟内燃机实际工作状况的气体压力载荷和曲轴运动转速两种边界条件。
例如，前述柴油机在标定工况下其标定工况下的转速为2100/min，缸内气体压力示功图如图3所示。
图3 某型柴油机标定工况示功图
在具体施加缸内气体压力边界条件时，应根据多缸内燃机的发火顺序调整各活塞表面的气体压力相位。
本文前述的某型柴油机，其发火顺序为1-5-3-6-2-4，所以在施加气体压力边界条件时应按此顺序相间120º相位角分别施加。
惯性力载荷（包括往复运动惯性力和旋转运动惯性力两类）边界条件，无需专门施加。它们将由所施加的曲轴转动角速度，以及CAD软件计算得到的各构件质量分布情况，以体积力的形式自动施加给相应构件。
3 动力学仿真及部分仿真分析结果
在机械系统仿真软件ADAMS中，通过运动和气体压力驱动，完成曲柄连杆机构动力学仿真分析。
本文以前述柴油机为例，进行内燃机曲柄连杆机构动力学仿真分析，部分仿真结果如下文所述。
3.1 运动学仿真结果
前述柴油机在标定工况下，活塞的运动学仿真结果如图4所示。
图4 某型柴油机标定工况活塞运动学仿真结果
活塞对缸壁的侧击力仿真结果如图5所示。
图5 某型柴油机标定工况活塞侧击力仿真结果
内燃机的主轴承，承受来自曲柄连杆机构传递来的气压力和往复运动惯性力载荷，以及曲柄不平衡运转惯性力载荷，并传递给相应轴承座，沿此路线所传递的载荷是激发内燃机结构振动的最主要内部激励力之一。但是，传统的轴承载荷分析方法，由于无法计及曲轴等零部件弹性特性的影响，其分析结果误差较大，本文采用包含柔体的多体系统动力学的方法可得到较为准确的分析结果。
图6 某型柴油机标定工况第1主轴承载荷仿真结果
图7 某型柴油机标定工况第2主轴承载荷仿真结果
对于一台内燃机而言，在所有主轴承中，前后端头的两个轴承由于主要承受一个气缸的冲击激励，载荷幅值相对较小。图6所示为前述柴油机在标定工况下第一主轴承所受x、y两向载荷的图示，图7为第二主轴承所受x、y两向载荷的图示（本文中，x向指平行于地面，垂直于曲轴回转中心线，并以面向自由端时向右为正的方向；y向为垂直于地面，向上为正的方向）。
3 方法总结
通过前述以某型号柴油机为例所进行的曲柄连杆机构多体系统动力学分析，可总结得到针对该类问题进行分析研究的一套方法流程，如图8所示。
图8 多体系统动力学仿真分析流程图
按照图8所示的工作流程，可进行包括内燃机曲柄连杆机构、配机构等在内的由多个构件所组成的机械机构的动力学特性分析。
4 结束语
结合工程实例，本文介绍了基于多体系统仿真的内燃机曲柄连杆机构动力学分析方法，总结得到了一套针对该类问题的仿真分流程，对于需要计及构件弹性
